3229

Поскольку N F 0 < N FE , принимаем KFL = 1,

Пусть шестерня изготовлена из проката. Тогда n "F = 1,15

и

n F n 'F n "F = 1,75*1,15=2,01.

Принимаем

K Fd = 1, KFg = 1, YR = 1, YS = 1, , K xH = 1.

Поскольку передача реверсивная K FC = 0,75 и

F 1 0,75*441/2,01= 165 МПа.

Эта сила направлена так, что ее момент уравновешивает момент М2 (см. рис. 3.5).

Радиальная сила

Эта сила направлена перпендикулярно оси вращения колеса к этой оси (см. рис. 3.5).

Осевая сила

Fa Ft tg 1631*0,1792=292 Н.

6.2.10. Проверочный расчѐт на изгибную выносливость

269

Расчетное напряжение изгиба

где K F K F K FV - расчетный коэффициент нагрузки; K F -

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; K FV - коэффициент, учитывающий

динамическое действие нагрузки, определяемый точностью изготовления передачи, твердостью и окружной скоростью

зубьев колес; YF - коэффициент формы зуба; Y- коэффици-

ент увеличения прочности косого зуба в сравнении с прямым зубом; K F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент

где n – степень точности изготовления передачи.

Коэффициенты формы зубьев YF 1 и YF 2 определяем по таблице (с. 54) по эквивалентным числам зубьев

Поскольку это отношение меньше для шестерни, расчет на изгиб ведем для шестерни.

Для шестерни коэффициент ширины зуба

ность на изгиб.

271

6.2.11. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ ПО НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА

Расчет проводится для предотвращения разрушения зубьев колес передачи при кратковременных перегрузках по формуле

(3.48)

F max F M 2 max / M 2ном F max ,

жение изгиба, принимаемое для материалов с твердостью ни-

же НВ 350, равным 2,7 HB , где HB - величина твердости материала. Для твердостей, превышающих НВ 350, величина

F max определяется по табл. 3.8.

Поскольку M 2 max / M 2 = M 1max / M 1 , расчет ведется для

колеса, поскольку твердость поверхностей зубьев колеса ниже, чем твердостьповерхностей зубьев шестерни.

В данном случае

F max = 2,7*220= 594 МПа.

Пиковым моментом считаем пусковой момент двигателя, который определяется по номинальному моменту двигателя и кратности пускового момента, равной 1,8.

Максимальный пиковый момент на валу колеса

Условие статической прочности зубьев по напряжениям изгиба выполнено.

273

§ 6.3. Расчет конической прямозубой передачи

Задание

Спроектировать эвольвентный, прямозубый, конический редуктор привода базового звена манипулятора по схеме, изображенной на рис. 6.5

Исходные данные:

мощность на выходном валу редуктора N2 10 кВт;

номинальная частота вращения выходного вала

n2 = 640 об/мин;

передаточное число редуктора u= 4,5;

срок службы Т = 3000 ч; передача реверсивная;

Схема привода представлена на рис. 6.5, график загрузки привода показан на рис. 6.6.

Допустимое отклонение передаточного числа до 4%.

6.3.1. Кинематический расчѐт и подбор двигателя

274

С учетом потерь в подшипниках валов общий КПД при-

вода

=z р3 м = 0,96 0,993 0,98= 0,922,

где z= 0,96 - КПД зубчатой пары; р= 0,99 - КПД одной пары подшипников качения; м - КПД муфты, соединяющей быстроходный вал редуктора с валом двигателя.

Величины КПД взяты из табл. 2.1. Мощность электродвигателя

N = N2/ = 10/0,922= 10,845 кВт.

Частота вращения вала двигателя

n =n1=n2 up= 640*4,5= 2880 об/мин.

По таблице 2.2, параметров двигателей выбираем асинхронный электродвигатель 4A 132M2 c номинальной частотой вращения nном 2880 об/мин и номинальной мощностью

Nном= 11 кВт. Отношение максимального момента на валу двигателя к номинальному моменту равно 2,2.

Действительное передаточное число редуктора u= nном/n2= 2880/640= 4,5.

Отклонение от заданного передаточного числа отсутст-

вует.

Из таблицы 2.3 присоединительных размеров двигателей определяем диаметр выходного вала двигателя d 36 мм, который необходим при подборе муфты, соединяющей вал двигателя с входным валом редуктора.

6.3.2. Выбор материалов зубчатых колес

Для улучшения работы колес и снижения габаритных размеров передачи выбираем из табл. 3.3 для колеса сталь

275

Согласно рекомендациям (с. 44), при объемной закалке, нормализации или улучшении материалов n H = 1,1 - 1,2.

Согласно табл. 3.2, предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения для нормализованных или улучшенных материалов определяется по формуле

H limb=(2HHB+70)МПа.

Согласно табл. 3.2, N H 0 30HB 2,4 , где HB - твердость материала колеса. Если по этой формуле получается NH0> 12 107, то принимается NH0= 12 107.

Поскольку частота вращения валов постоянна, а нагрузка на передачу переменна, определяем эквивалентное число цик-

276

лов нагружения

N HE 60Tnα 3 (αi3θ)i ,

где n - частота вращения вала рассчитываемого колеса; i - доля времени от общего времени работы передачи Т, в течение которого передача нагружена моментом M 1 (принято считать M1= Mmax) ; = Mi/Mном (величины i приведены на графике загрузки передачи); M ном - номинальный момент нагрузки на передачу.

Для прямозубой передачи в качестве расчетного допус-

6.3.4.Проектировочный расчѐт передачи на контактную выносливость

Крутящий момент на валу колеса

3 107 N ηz η p мu

K Hα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHβ - коэффициент, учиты-

вающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба; KHν - коэффициент динамичности, определяемый точ-

ностью изготовления передачи и окружной скоростью зубьев колес.

деляется по табл. 3.1 в зависимости от расположения колеса относительно опор передачи и твердости поверхностей зубьев. Поскольку в данном случае шестерня расположена консольно относительно опор передачи и HB 350 , KH = 1,35.

При проектном расчете внешний делительный диаметр колеса определяется по формуле

278